Параметры основных элементов ядерной энергетической установки

Контрольная работа ПАРАМЕТРЫ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ ЯЭУ

1. Параметры ядерного реактора В процессе выбора параметров теплоносителя первого контура и расчета расходов сред в контурах двухконтурной ЯЭУ определены некоторые параметры ядерного реактора — давление теплоносителя, температура на входе и выходе из ядерного реактора, расход теплоносителя через активную зону и тепловая мощность реактора.

Для полной характеристики ядерного реактора необходимо определить также загрузку ядерного топлива в активную зону и массогабаритные показатели реактора.

Для ядерного реактора корпусного типа, работающего в составе двухконтурной установки, загрузка ядерного топлива определяется его мощностью и заданной кампанией, а также реально достижимой в настоящее время глубиной выгорания ядерного топлива.

Активную зону ЯР следует проектировать так, чтобы можно было увеличить ее кампанию. Этого можно достичь увеличением загрузки топлива за счет использования выгорающих поглотителей (например, гадолиния, который хорошо профилируется по активной зоне; интенсивность его выгорания может быть организована соотвествующей интенсивности выгорания топлива) и увеличением глубины выгорания топлива. Кроме того, принимают меры для увеличения вклада вторичного топлива, образующегося в результате участия в нейтронно-физических процессах неделящегося материала U²³⁸.

В таких реакторах для обеспечения более глубокого выгорания топлива первоначально в активную зону можно загрузить каналы с топливом различного обогащения изотопом U²³⁵. Кампанию реактора делят на несколько периодов — обычно три периода. В конце каждого периода из центральной части активной зоны, где топливо выгорает наиболее интенсивно, выгружают каналы с предельно использованным топливом. На их место перегружают каналы из средней части активной зоны, где из-за менее интенсивного использования топлива остается значительная часть работоспособного урана. Аналогично перегружаются каналы из периферийной части в среднюю часть. Каналы со свежим топливом загружают в периферийную часть активной зоны. В процессе такой перегрузки каналов достигается достаточно глубокая степень использования ядерного топлива. Например, в современных ядерных реакторах большой мощности (порядка 3000 МВт) при исходном обогащении топлива подпитки в 4,4% изотопом U²³⁵ и кампании реактора в 3×7000 часов (3 периода по 7000 часов) достигнута глубины выгорания R = 30…40 (до 44) МВт-сут/кг (на 1 кг загружаемого урана — смеси U²³⁵ и U²³⁸). Энергия, выработанная за время кампании, составит

Е = Q_яр^ном, МВтч, (1)

где Q_яр^ном — номинальная мощность ЯР, МВт;

— кампания, ч. В нашем случае = 3×7000 = 21 000 часов. Она задается или принимается по прототипу.

Загрузка урана в активной зоне реактора составит М_U = Е / (R 24), кг, (2)

где Е — энергия, выработанная за время кампании, МВт· ч;

R — глубина выгорания топлива, МВт· сут/кг.

К настоящему времени в практику эксплуатации ядерных реакторов внедряется четырехкратная перестановка тепловыделяющих сборок. Это позволяет совместно с другими мерами (в том числе применение гадолиния в качестве выгорающего поглотителя) заметно увеличить компанию активной зоны. За счет увеличения равномерности энерговыделения в активной зоне удалось значительно увеличить глубину выгорания топлива R (величина R доведена до 50…60 МВт· сут/кг) при практически той же продолжительностью между перегрузками (6800…7000 часов). Тогда продолжительность компании составит

= 4 х (6800…7000) = 27 200…28 000 часов.

Исследования этого вопроса показывают, что в перспективе глубина выгорания R может быть доведена до значения порядка 70 МВт-сут/кг.

Габариты активной зоны определяют, исходя из мощности ядерного реактора и принятой в расчет энергонапряженности активной зоны (мощность, генерируемая в единичном объеме активной зоны) q. Величина q определяется компоновкой активной зоны и ее поверхности теплоотдачи, допустимой тепловой нагрузкой, степенью неравномерности тепловыделений в активной зоне, гидродинамикой потока теплоносителя и др. На начальной стадии проектировании ЯЭУ значение q можно принять по прототипному ядерному реактору. Тогда объем активной зоны

V_аз = Q_яр^ном / q, м³. (3)

Для определения размеров активной зоны можно задаться соотношением высоты и диаметра активной зоны Н_аз/D_аз, тогда полученное значение объема активной зоны V_аз можно раскрыть и получить численные значения Н_аз и D_аз. При этом можно принять оптимальное соотношение Наз и Dаз, которое обеспечивает наибольшую компактность активной зоны (наименьшая поверхность цилиндра, в который вписана активная зона)

Н_аз ~ 0,9 D_аз. (4)

На практике от оптимального соотношения заметно отступают. Основные причины этого сводятся к следующему:

а) для корпусных реакторов с водой под давлением при большой тепловой мощности выходят на большие диаметры активной зоны — до 3 м и более. Это приводит к значительному диаметру корпуса реактора. Увеличение диаметра корпуса реактора, находящегося под большим давлением теплоносителя, резко увеличивает необходимую толщину стенки корпуса. Это приводит к утяжелению и усложнению конструкции корпуса, снижению его надежности. Кроме того, увеличение габаритного диаметра корпуса реактора до некоторых значений (4…4,5 м) может выступить ограничительным фактором в транспортировке корпуса ЯР по железной дороге и затруднить постройку АЭС;

б) некоторые детали конструкции ЯР могут быть унифицированы для реакторов различной мощности. Такими деталями могут быть тепловыделяющие элементы, тепловыделяющие сборки, размеры по высоте для некоторых деталей — цилиндра корпуса реактора, заготовок для экранов ЯР и др.

С учетом изложенного в каждом конкретном случае принимают решение: либо принять значение одного из размеров активной зоны, либо принять оптимальное соотношение Н_аз и D_аз, после чего определить их через известное значение V_аз.

При решении этих вопросов целесообразно ориентироваться на прототипные данные.

Габаритные размеры ядерного реактора можно оценить по соотношениям габаритных размеров реактора и размеров активной зоны, принимая значения соотношений по прототипным данным

D_яр = d_яр D_аз; d_яр = D_яр^пр / D_аз^пр; Н_яр = h_яр H_аз; h_яр = H_яр^пр / H_аз^пр.(5)

Аналогичным образом можно оценить массу ЯР:

М_яр = m_яр V_яр; m_яр = M_яр^пр / V_яр^пр. (6)

Заметим, что в последнее время наметилась тенденция к увеличению диаметра корпуса реактора больше ограничений, накладываемых предельными габаритами грузов, перевозимых железнодорожным транспортом. Это позволяет увеличить зазор между активной зоной и корпусом ЯР, уменьшить интенсивность облучения металла корпуса нейтронами. Благодаря этому можно увеличить срок службы корпуса ЯР до 50…60 лет. Эти меры предлагаются к реализации на ВВЭР-1200 (расстояние между активной зоной и корпусом увеличено на 60 мм). Правда, это можно внедрять в практику реакторостроения, если удается основную часть пути транспортировки корпуса ЯР к месту строительства АЭС осуществить водным путем.

В таблице 1 приведены данные некоторых ядерных реакторов, которые могут быть приняты прототипными при эскизном проектировании ЯЭУ в целом.

Таблица 1 — Основные параметры водо-водяных реакторов АЭС

2. Параметры парогенератора При выборе параметров теплоносителя и рабочего тела определены параметры теплообменивающихся сред в парогенераторе на входе и выходе из него (давление, температура, энтальпия), а также расходы сред. С учетом принятого в расчет количества автономных петель первого контура z можно определить расходы сред для одной камеры ПГ:

G_п^кпг = G_п / z; G_т^кпг = G_т / z, кг/с. (7)

Для оценки массогабаритных показателей камеры ПГ необходимо оценить ее поверхность теплопередачи F^кпг. Величина F^кпг является определяющей при оценке габаритных размеров камеры и ее массы.

Тепловая нагрузка камеры ПГ может быть определена по зависимости:

Q^кпг = G_п^кпг (i_пг — i_пв), кВт, (8)

где G_п^кпг — паропроизводительность камеры ПГ, кг/с;

i_пг — энтальпия пара на выходе из ПГ, кДж;

i_пв — энтальпия питательной воды на входе в ПГ, кДж/кг.

Заметим, что значение Q^кпг может быть определено и другим способом:

Q^кпг = Q_яр^ном _тпк / Z^кпг, кВт, (9)

где Q_яр^ном — номинальная тепловая мощность ЯР, кВт;

_тпк — принятый в расчет коэффициент удержания тепла в теплопередающем контуре (обычно _тпк = 0,98…0,99 (см. зависимость (8.23));

Z^кпг — количество параллельно включенных камер ПГ.

Поверхность теплопередачи камеры ПГ определяется через уравнение теплопередачи

Q = К F t. (10)

Тогда

F^кпг = Q^кпг / (К^пг t^пг), м². (11)

Коэффициент теплопередачи К^пг сложным образом зависит от ряда факторов: скорости сред, тепловой нагрузки, давления сред, компоновки поверхности и пр. Для оценочных расчетов поверхности теплопередачи значение коэффициента К^пг можно принять, ориентируясь на прототипные данные.

Величину среднего температурного напора в парогенераторе (осреднение температурного напора, как это принято в большинстве случаев при расчете теплообменных аппаратов, целесообразно принять по логарифмическому закону) можно определить, используя диаграмму t-q.

Обычно в отечественных ЯЭУ АЭС используются горизонтальные ПГ насыщенного пара с неявно выраженной экономайзерной зоной. Это означает, что поступающая в ПГ питательная вода подогревается до состояния насыщения за счет конденсации части генерируемого пара. В результате на поверхности трубной системы происходит только испарение питательной воды. Тогда диаграмма t-q будет иметь вид, показанный на рисунке 1.

Среднелогарифмический температурный напор в парогенераторе

t_ср^пг = (t_б — t_м) /ln (t_б /t_м), ^оС. (12)

Рисунок 1 — Диаграмма t-q парогенератора С учетом принятого в расчет значения коэффициента теплопередачи К^пг и полученного по зависимости (12) среднелогарифмического температурного напора можно определить расчетное значение поверхности теплопередачи F^кпг (по зависимости (11)).

Обычно фактическую поверхность теплопередачи принимают с превышением на .15%. Это позволит компенсировать возможное ухудшение условий теплопередачи (появление слоя окислов, накипеобразование и пр.), а также уменьшение поверхности теплопередачи за счет глушения части трубок при выходе их из строя в процессе эксплуатации. Тогда

F^кпг = (1,1…1,15) F_расч^кпг. (13)

Массогабаритные показатели камеры ПГ находятся в прямой зависимости от ее паропроизводительности, поверхности теплопередачи, компоновочной схемы и свойств конструкционных материалов. Из-за сложной взаимосвязи указанных факторов трудно дать простые расчетные зависимости для определения массогабаритных показателей камеры ПГ. Ограничимся оценочными расчетными зависимостями, построенными на использовании удельных параметров прототипных парогенераторов.

Объем камеры ПГ

V^кпг = v^кпг F^кпг, (14)

где v^кпг — удельный объем прототипной камеры ПГ, отнесенный к единичной поверхности теплопередачи,

v^кпг = V_прот^кпг / F_прот^кпг. (15)

Габаритные размеры камеры (D^кпг, L^кпг) определяют из выражения

V^кпг = (D^кпг)² L^кпг / 4, м³. (16)

Для раскрытия этого выражения необходимо задаться соотношением габаритных размеров D^кпг и L^кпг. При этом, как и в случае ядерного реактора, необходимо обратить внимание на габаритный диаметр. Он не должен превысить значение габарита груза, недопустимого к перевозке по железной дороге.

Как уже отмечалось, наметелась тенденция к уходу от ограничений, накладываемых предельными габаритами железнодорожного транспорта. Это позволяет несколько увеличить внутренний диаметр корпуса ПГ, увеличить объем котловой воды в ПГ и таким образом увеличить безопасность энергоблока в ситуации полного его обесточивания.

Масса камеры парогенератора может быть оценена через удельную массу прототипной камеры:

М^кпг = m^кпг V^кпг, кг, (17)

где m^кпг = М_прот^кпг / V_прот^кпг.

В таблице 2 приведены данные некоторых парогенераторов, применяемых в отечественных АЭС.

Таблица 2 — Основные параметры парогенераторов АЭС (параметры одной камеры ПГ)

3. Компоновка турбоагрегата. Параметры главной турбины При рассмотрении теплового расчета рабочего контура проточная часть главной турбины была представлена в виде последовательно включенных по потоку пара двух цилиндров — ЦВД и ЦHД с промежуточной сепарацией и промежуточным перегревом пара между ними. При этом в тепловом расчете рабочего контура подразумевалось, что ЦВД и ЦHД представлены в однопоточном варианте. В действительности компоновка турбоагрегата ЯЭУ АЭС значительно сложнее. Hиже представлены общие рекомендации по компоновке проточной части ЦВД и ЦHД в отдельные агрегаты ПТУ — количество цилиндров и количество потоков пара в цилиндре.

Обычно ЦВД компонуют в виде одного отдельного агрегата с двухпоточной проточной частью. Двухпоточная компоновка ЦВД позволяет разгрузить ротор от значительных осевых усилий, хотя заметно удлиняет его. И только для турбоагрегатов небольшой мощности ЦВД иногда компонуют однопоточным, так как при двухпоточной компоновке могут возникнуть затруднения по причине малой длины лопатки первой ступени. Hапример, для турбины К-220−44, имеющей сравнительно небольшую мощность (N_e = 220 МВт), ЦВД выполнен однопоточным.

Компоновку ЦВД разрабатываемой турбины можно принять, ориентируясь на прототипную турбину. В таблице 3 приведены некоторые параметры ЦВД турбин, применяемых в отечественных АЭС.

Таблица 3 — Параметры ЦВД турбоагрегатов АЭС

Ориентируясь на мощность разрабатываемой турбины и расход пара на турбину, принимают решение о количестве потоков в ЦВД — один или два.

Длину сопловой лопатки первой ступени ЦВД l₁ можно определить из уравнения сплошности потока пара

G_п v₁ = d_ср l₁ с₁₀ sin₁е. (18)

Отсюда

l₁ = G_п v₁ / (d_ср с₁₀ sin₁е), м, (19)

где G_п — расход пара через сопловый аппарат первой ступени ЦВД. Если ЦВД — двухпоточный, то G_п = 0,5G_т;

v₁ — удельный объем пара на выходе из соплового аппарата первой ступени ЦВД. Так как степень реактивности первой ступени небольшая, то значение v₁ можно принять по параметрам пара на выходе из первой ступени турбины. Очевидно, что

v₁ = v (1- х) + vх. Здесь значения v, v, х — параметры потока пара на выходе из первой ступени турбины или, что тоже самое, на входе во вторую ступень;

d_ср — средний диаметр первой ступени ЦВД. Обычно для турбины с частотой вращения n = 3000 об/мин средний диаметр облопачивания первой ступени ЦВД находится в пределах 0,6…1,4 м (для тихоходного агрегата — до 1,8 м). Значение d_ср можно принять по протипным данным;

с₁₀ — теоретическая скорость пара на выходе из соплового аппарата первой ступени ЦВД. Значение с₁₀ целесообразно выразить через оптимальное отношение скоростей (u/с₁₀)_опт. Величину (u/с₁₀)_опт можно определить по зависимости (u/ с₁₀)_опт = cos₁/[2 (1 —)]. Для одновенечных активных турбин (u/ с₁₀)_опт обычно составляет 0,42…0,55;

— коэффициент потерь в сопловой решетке. В расчет можно принять = 0,96…0,98;

₁ — угол выхода потока пара из соплового аппарата первой ступени ЦВД. Его можно принять в пределах 10…14^о (меньшее значение для турбин небольшой мощности);

— степень реактивности первой ступени ЦВД. В расчет можно принять = 0,1…0,2;

е — степень парциальности. Как правило степень парциальности для турбин даже небольшой мощности порядка 100…200 МВт принимают равной 1, т. е. принимают турбину с полным впуском пара. При е < 1 рабочие лопатки первой ступени турбины подвержены циклическим механическим нагрузкам.

Полученное расчетным путем значение l₁ необходимо сравнить с данными прототипного турбоагрегата.

Если длина лопатки окажется слишком малой, то это приведет к повышенным потерям в ступени. В этом случае можно рекомендовать перейти к однопоточному ЦВД (как это, например, имеет место в турбине К₂₂₀−44). Если этой меры недостаточно, то можно ввести парциальный впуск пара, т. е. принять е < 1.

Получаемые при этом геометрические параметры ЦВД обычно не приводят к предельно допустимым значениям напряжений в корневом сечении лопатки, а параметры пара за последней ступенью ЦВД не приводят к предельно допустимым скоростям истечения пара.

Что касается ЦHД, то в связи с резким снижением давления пара от входа в ЦВД до выхода из ЦHД (в 1200…1800 раз) резко возрастает удельный объем пара — от v ~ 0,027 м³/кг до v = 25…30 м³/кг, т. е. примерно в 900…1100 раз. Hесмотря на то, что не весь пар, поступающий в ЦВД, доходит до последних ступеней ЦHД (часть его уходит в регенеративные отборы пара), объемный расход пара на последних ступенях ЦНД достигает очень больших значений, особенно у турбин большой мощности. Для пропуска такого большого объемного расхода пара через ЦHД требуется и большая скорость пара, и большая площадь проходного сечения.

Cкорость истечения пара, вектор которой принимают под углом к торцевому выходному сечению ЦHД около 90^о, должна быть не выше 250…300 м/с, в противном случае резко возрастает потеря энергии с выходной скоростью _вс = с²/2 (для указанного диапазона скоростей _вс составляет 20…45 кДж/кг). Кроме того, увеличение скорости выше указанного диапазона ведет к заметному повышению эрозии металла проточной части турбины и выхлопных патрубков.

С тем чтобы скорость в выходном сечении ЦHД не превышала указанные пределы, должна быть предусмотрена соответствующая большая площадь торцевого сечения, которая определяется средним диаметром облопачивания последней ступени ЦHД d и длиной лопатки l.

Заметим, что в рекомендованных пределах должны быть не только принимаемые в расчет значения l и d, но и их соотношение = d/l — так называемая веерность ступени. Величина характеризует конструктивные особенности и радиальные габариты ступени, а также в значительной степени определяет ее экономичность (веерные потери ступени).

Конфигурация проходного сечения на выходе из ЦHД показана на рисунке 2.

Рисунок 2 — Проходное сечение последней ступени ЦHД

Очевидно, что площадь проходного сечения одного выхлопа составляет

= d l, м². (20)

Hесмотря на то, что значения l и d стремятся принять максимально возможными, в одном потоке пара не представляется возможным обеспечить необходимое проходное сечение, при котором скорость пара не выходила бы за пределы 250…300 м/с. По этой причине ЦHД представляют несколькими цилиндрами с параллельными потоками пара.

Для уменьшения количества отдельных агрегатов ЦHД каждый из них принимается двухпоточным. Это позволяет также разгрузить ротор каждого агрегата ЦHД от осевых усилий.

Все отдельные агрегаты турбины (и ЦВД, и ЦHД) последовательно соединены своими роторами в единый валопровод, через который выработанная механическая энергия передается генератору электроэнергии. Конструкция такого валопровода громоздкая, сложная. В ее реализации встречаются значительные трудности: центровка валопровода, его балансировка, обеспечение оптимального соотношения жесткости и гибкости ротора турбоагрегата в целом. В настоящее время в составе валопровода не удается скомпоновать больше пяти отдельных агрегатов турбоагрегата — отдельных цилиндров проточной части. Следовательно, количество выхлопов из проточной части ЦHД ограничено и не должно быть больше восьми.

При выборе значений среднего диаметра облопачивания последней ступени ЦHД d и длины лопатки l следует иметь в виду, что с увеличением d и l возрастают центробежные силы и, вследствие этого, растягивающие нагрузки на корневое сечение лопатки.

Действительно, если принять, что основной вклад в растягивающие усилия вносит центробежная нагрузка (нагрузками от изгибающих окружных и осевых усилий можно пренебречь, так как они составляют обычно не более .15% полной нагрузки), то напряжение растяжения составит

_р = P / F, Па, (21)

где Р — центробежная сила;

F — площадь поперечного сечения лопатки.

Центробежную силу, действующую на корневое сечение лопатки, можно выразить так:

Р = М² r = _м l F ² d /2 = _м l F 2² n² d = 2_м n² F, (22)

где _м — плотность металла лопатки, кг/м³;

= d l — площадь кольцевого проходного сечения на выходе из ступени, м²;

n — частота вращения ротора, 1/с.

Если подставить значение Р из формулы (22) в (21), то напряжение растяжения в корневом сечении лопатки от центробежных сил составит

_р = 2_м n² (23)

Отсюда = _р / (2_м n²).

Если в качестве материала лопатки применяется нержавеющая сталь (например, в конструкциях турбин ПО ХТЗ для рабочих лопаток применяются хромистые нержавеющие стали 12Х13 и 15Х11МФ), то при частоте вращения ротора в 3000 об/мин предельное значение площади торцевого сечения последней ступени ЦHД в одном потоке составляет 8…10 м².

Иногда в последних ступенях ЦHД применяют рабочие лопатки, выполненные из титанового сплава. Hапример, на некоторых паровых турбинах ПО ЛМЗ для изготовления последних ступеней ЦHД в целях промышленной проверки последнее время используют экспериментальные титановые сплавы. Этот материал имеет меньшую плотность, а также допускает большие растягивающие напряжения. Благодаря этому можно увеличить длину лопатки или средний диаметр ступени. Совокупность отмеченных факторов приводит к тому, что предельно возможный размер площади торцевого сечения последней ступени ЦHД может достигать величины почти 12 м². Для ненапряженных последних ступеней ЦHД значение площади торцевого сечения на выходе из цилиндра в одном потоке составляет 5…7 м².

Общие рекомендации по выбору геометрических параметров последней ступени ЦHД — длины лопатки l и среднего диаметра d — при частоте вращения n = 3000 об/мин сводятся к следующему.

Длину лопатки l принимают, ориентируясь на реально выполненные турбины. При этом следует иметь в виду, что длину лопатки более 1,2 м принимать нецелесообразно. Средний диаметр облопачивания определяют через относительную величину = d/l, характеризующую веерность облопачивания. Значение принимают в пределах 2,7…3,0, редко 2,5.

При выборе значений l и d можно ориентироваться на геометрические характеристики облопачивания последних ступеней быстроходных ЦHД (n = 3000 об/мин) изготавливаемых и проектируемых в настоящее время стационарных паровых турбин, которые показаны в таблице 4.

Выбрав значения d и l, определяют значение площади торцевого проходного сечения одного потока последней ступени ЦHД по формуле (20) и оценивают степень напряженности принимаемой компоновки турбоагрегата, сравнивая полученное значение с рекомендуемыми пределами (см. таблицу 4). При необходимости в принятые значения d и l вносят коррективы.

Таблица 4 — Геометрические характеристики лопаток ступеней быстроходных ЦНД

Зная общий расход пара через последнюю ступень ЦHД, определяют скорость истечения пара:

c = G_п v / (z_пот^цнд), м/с, (24)

где G_п — суммарный массовый расход пара через последние ступени ЦHД всех цилиндров турбоагрегата, кг/с;

v — удельный объем пара за последней ступенью ЦHД, м³/кг. Так как пар за последней ступенью ЦHД влажный, то по параметрам этого пара значение v можно определить по зависимости v = v' (1-x) + v" x;

z_пот^цнд — количество принятых в расчет потоков пара, равное удвоенному количеству ЦHД, так как обычно цилиндры двухпоточные;

— определенное ранее значение торцевого проходного сечения одного потока последней ступени ЦHД, м².

Как уже отмечалось, полученное значение скорости с должно быть не выше 250…300 м/с.

Все полученные расчетные параметры целесообразно сравнить со значениями параметров реальных турбоагрегатов современных АЭС (таблица 5).

Таблица 5 — Параметры ЦНД быстроходных турбоагрегатов АЭС

Компоновка быстроходных отечественных турбоагрегатов АЭС показана на рисунке 3.

Рисунок 3 — Компоновка быстроходных турбоагрегатов АЭС:

а) — К-220−44; б) — К-500−65/3000 и К-1000−60/3000 — симметричная схема, 1 — ЦВД, 2 — ЦНД Если же мощность турбины и соответствующий ей расход пара через проточную часть столь значительны, что не удается уложиться в предельные значения параметров (скорость истечения пара не выше 250…300 м/с; количество цилиндров низкого давления не больше 4; площадь торцевого сечения последней ступени ЦHД не больше 8…10 м² при стальных лопатках или не больше 12 м² при лопатках, выполненных из титановых сплавов), то можно принять сниженную частоту вращения турбины — от n = 3000 об/мин до n = 1500 об/мин (генератор электроэнергии четырехполюсный).

Если частоту вращения n снизить в два раза, а длину лопатки и, следовательно, торцевое проходное сечение оставить тем же, то напряжения растяжения от центробежных сил в корневом сечении лопатки снизятся в 4 раза (см. формулу (23)). Однако при этом увеличатся напряжения от изгибающих сил. Действительно, механическая мощность ротора может быть представлена как произведение крутящего момента и частоты вращения N = М_кр n. При неизменной мощности турбины N снижение частоты вращения n должно сопровождаться увеличением крутящего момента М_кр (если общее количество рабочих венцов турбины остается тем же). Увеличение же крутящего момента (произведение окружной силы и плеча силы) может сопровождаться значительным увеличением окружной силы и, вследствие этого, значительным увеличением напряжений от изгибающей окружной нагрузки.

В этой связи при снижении частоты вращения в два раза несколько увеличивают длину лопатки и средний диаметр облопачивания последней ступени ЦHД — таким образом, чтобы торцевое сечение = dl было увеличено в 2…2,7 раза (но не выше значения порядка 20 м²). При этом растягивающие напряжения в корневом сечении лопатки от центробежных сил уменьшаются лишь в 1,5…2 раза, но напряжения от изгибающих сил несколько возрастают. В результате суммарные напряжения в корневом сечении лопатки остаются довольно значительными. Достигнутое при этом увеличение площади торцевого проходного сечения позволит существенно снизить скорость истечения пара или даже уменьшить необходимое количество выхлопов и количество ЦHД.

Следует однако иметь в виду, что переход к тихоходному агрегату значительно увеличивает радиальные габариты турбины. Hапример, у тихоходной турбины К-1000−60/1500 максимальный диаметр ротора ЦHД составляет 5,6 м (у турбины той же мощности К-1000−60/3000 — 4,2 м), что потребовало транспортировать такой ротор к месту установки в демонтированном состоянии. Поэтому переходить на пониженную частоту турбоагрегата без особой на то необходимости не следует.

Последовательность выбора геометрических параметров ЦHД и количества корпусов ЦHД для тихоходных турбин может быть принята такой же, как и для быстроходных турбин, но предельные значения параметров (длина лопатки и средний диаметр последней ступени) следует принимать соответствующими для тихоходных ЦHД. При этом предельное значение скорости выхода пара, которое определяет потери энергии с выходной скоростью, а также интенсивность эрозии металла, остается тем же, т. е. 250…300 м/с. Предельное общее количество цилиндров турбоагрегата также должно быть тем же — не более пяти.

При выборе значений геометрических параметров последних ступеней ЦHД тихоходных турбин следует ориентироваться на параметры реально выполненных и проектируемых турбин в отечественной и зарубежной практике турбостроения. Обобщенные данные практики турбостроения тихоходных турбин показаны в таблице 6.

Таблица 6 — Параметры последних ступеней ЦНД тихоходных турбоагрегатов (n = 1500 об/мин)

Заметим, что для тихоходной турбины К-1000−60/1500−1 той же мощности, что и для быстроходной турбины К-1000−60/3000 (мощность генератора 1000 МВт), уменьшение чатоты вращения позволило так увеличить площадь торцевого проходного сечения последней ступени ЦНД, что количество корпусов двухпоточных ЦНД уменьшено с четырех до трех, Но при этом первые ступени ЦНД, где давление пара заметно выше и, следовательно, заметно меньше величина удельного объема пара, скомпонованы в один отдельный общий корпус — ЦСД. Таким образом, и в этом случае в общем валопроводе турбоагрегата количество отдельных агрегатов не превышает пяти. Схема такого турбоагрегата имеет вид, показанный на рисунке 4.

Параметры турбоагрегата К-1000−60/1500−1 представлены в таблице 7.

Рисунок 4 — Компоновка тихоходного турбоагрегата К-1000−60/1500−1,

1 — ЦВД, 2 — ЦСД, 3 —ЦНД

На основе турбины К-1000−60/1500−1 разработана турбина К_1000₆₀/1500−2. Принципиальное ее отличие — отсутствие ЦСД. Турбина имеет один ЦВД и три ЦНД с осерадиальными выходами пара на конденсаторы. ЦВД — двухпоточный семиступенчатый, унифицированый с ЦВД турбины К-1000−60/1500−1. ЦНД — двухпоточные семиступенчатые.

Заметим, что иногда в практике турбостроения встречаются нетрадиционные подходы к решению проблемы компоновки турбоагрегата. Например, на одной из зарубежных АЭС — «Мюльхайм-Керлих» — установлен достаточно мощный турбоагрегат (N_е = 1295 МВт), но он имеет в своем составе лишь два двухпоточных ЦНД (4 выхлопа). Для достижения такого упрощения конструкции турбоагрегата было принято значительно повышенное давление в главном конденсаторе. Разумеется, это привело к существенному снижению экономичности установки. Однако повышенное давление в конденсаторе существенно снизило объемный расход пара в выхлопе ЦНД и позволило упростить конструкцию агрегата. В результате снизилась его стоимость. Авторы проекта такого энергоблока, ссылаясь на технико-экономические исследования, утверждают, что это решение можно считать оптимальным. Можно предположить, что значительное увеличение давления в конденсаторе (следовательно температуры конденсации) позволило увеличить температуру охлаждающей воды на выходе из ГК с последующим полезным использованием тепловой энергии этой воды.

Таблица 7 — Параметры тихоходного турбоагрегата К-1000−60/1500−1

Другим примером нетрадиционного решения компоновки турбоагрегата может быть турбина К-500−60/1500 (в составе энергоблока с ЯР ВВЭР-1000 два турбоагрегата). Умеренная мощность турбины в 500 МВт не требовала снижения частоты вращения до n = 1500 об/мин. Однако, снизив частоту вращения, авторы проекта смогли значительно увеличить длину лопатки последней ступени ЦНД — до 1450 мм. Это позволило в составе каждого турбоагрегата установить лишь один двухпоточный ЦНД.

После решения вопросов компоновки турбоагрегата можно оценить массогабаритные показатели его отдельных цилиндров и турбоагрегата в целом. При оценке массогабаритных показателей целесообразно использовать прототипные данные.

4. Компоновка главной конденсационной установки

Hепременным элементом теплового двигателя является теплообменный аппарат, в котором от рабочего тела после его расширения отводится тепло к холодному источнику тепла — окружающей среде. В нашем случае, когда рабочее тело — влажный пар, при отводе тепла от рабочего тела происходит его конденсация. Следовательно, теплообменный аппарат охлаждения рабочего тела является конденсатором.

Главный конденсатор (ГК) ЯЭУ АЭС — поверхностный кожухотрубный теплообменный аппарат, охлаждающая поверхность которого — поверхность трубного пучка, выполненного из параллельно включенных прямых трубок. В межтрубном пространстве организован нисходящий поток конденсирующегося пара. Межтрубное пространство завершается конденсатосборником, расположенным в нижней части ГК. Внутри трубок прокачивается охлаждающая вода. Обычно это техническая вода из различных охлаждающих сооружений (пруд-охладитель, река, градирня, брызгальный бассейн и др.). Для подвода и отвода охлаждающей воды предусмотрены водяные камеры. Схема такого конденсатора показана на рисунке 5.

Рисунок 5 — Схема поверхностного конденсатора:

1 — вход охлаждающей воды, 2 — охлаждающие трубки,

3 — вход отработавшего пара, 4 — выход конденсата,

5 — конденсатосборник, 6 — трубная доска, 7 — водяная камера

Так как главный тепловой двигатель ЯЭУ АЭС работает по циклу Ренкина, то в главном конденсаторе должна быть обеспечена полная конденсация пара. При этом целесообразно так организовать теплоотвод от рабочего тела, чтобы в конденсаторе происходила только конденсация рабочего тела без переохлаждения полученного конденсата, так как переохлаждение воды ведет к последующим непроизводительным затратам тепловой мощности ядерного реактора на подогрев воды. Кроме того, переохлаждение конденсата сопровождается увеличением содержания растворенных в нем газов и таким образом увеличивается химическая агрессивность конденсата.

Из анализа экономичности цикла теплового двигателя следует, что конденсация пара в конденсаторе должна происходить при возможно меньшем давлении. Это повышает КПД цикла. Обычно в стационарных ПТУ давление в конденсаторе составляет величину порядка 4…5 кПа, что соответствует температуре конденсации примерно 29…33^оС. Для того чтобы получить такую низкую температуру конденсации необходимо обеспечить еще более низкую температуру охлаждающей воды. Температура воды на входе в конденсатор обычно достаточно низкая (15…20 ⁰С). Однако, вода за время прохождения ГК нагревается, и все же ее температура должна оставаться ниже температуры конденсации. Для обеспечения незначительного нагрева воды (на величину примерно 10 ⁰С) требуется весьма большой расход охлаждающей воды, для чего в расчет принимают большую кратность циркуляции ГК — порядка 50. Кроме того следует иметь ввиду, что наряду с этим необходимо обеспечить теплопередачу в ГК при весьма малом температурном напоре. Для этого следует предусмотреть большую поверхность конденсации. В результате массогабаритные показатели такого конденсатора весьма значительны.

Заметим, что для АЭС массогабаритные показатели конденсатора существенно больше массогабаритных показателей конденсаторов тепловых электростанций (ТЭС) даже при одинаковых мощностях главных турбин и одинаковых параметрах конденсирующейся среды. Это связано с тем, что параметры свежего пара в цикле теплового двигателя ТЭС значительно выше (обычно это закритические параметры), отсюда значительно выше экономичность цикла теплового двигателя. В результате при такой же полезной мощности установки количество подведенного в цикл тепла меньше, уменьшается также количество тепла, отводимого в конденсаторе

Q_отв = Q_подв — Q_полезн. (25)

Отсюда следует, что при одинаковой полезной мощности турбины АЭС и ТЭС тепловая нагрузка главного конденсатора ТЭС значительно меньше. В количественном отношении этот фактор можно характеризовать

удельным параметром f — поверхностью теплопередачи главного конденсатора, отнесенной к 1 МВт полезной мощности. Обобщение результатов сопоставления АЭС и ТЭС показывает, что если для ТЭС f = 46,1…56,9 м²/МВт, то для АЭС f = 81…104,4 м²/МВт. Таким образом, можно утверждать, что при прочих равных условиях массогабаритные показатели главных конденсаторов АЭС значительно больше чем на ТЭС — примерно в два раза.

Обычно конденсационная установка турбоагрегата представлена несколькими отдельными корпусами конденсатора, каждый из которых обслуживает свой ЦHД. Hесмотря на дробление тепловой нагрузки конденсатора массогабаритные показатели отдельного корпуса могут быть очень большими. Поэтому каждый корпус конденсатора АЭС выполняют обычно в виде нескольких транспортабельных блоков, собираемых на месте в общую конструкцию.

Иногда отдельные корпусы конденсатора соединяют по паровой полости перепускными уравнительными патрубками. Такой перепускной патрубок предусмотрен, например, в конденсационной установке турбины К-220−44.

Геометрическая форма поперечного сечения конденсатора — чаще всего прямоугольник. Это позволяет более полно использовать помещение, предназначенное для расположения конденсатора. Для обеспечения жесткости и прочности боковых стенок конденсатора они снабжаются внутренним оребрением. Для ПТУ малой мощности форма конденсатора может быть в виде круглого или овального цилиндра.

Hаиболее рациональное расположение конденсатора — под соответствующим ЦHД (подвальное расположение). Однако для турбин большой мощности, имеющих конденсаторы с очень большой тепловой нагрузкой и, следовательно, с большими габаритами, могут возникнуть затруднения с подвальным размещением конденсатора. Это особенно заметно может проявиться для мощных тихоходных турбоагрегатов, у которых увеличены радиальные размеры. В этом случае может оказаться предпочтительным боковое расположение конденсатора: две секции на один ЦHД с двух сторон турбины. Возможные варианты расположения конденсатора показаны на рисунке 6.

Рисунок 6 — Схема расположения конденсатора:

а) — подвальное; б) — боковое, 1 — ГТ, 2 — выхлопной патрубок, 3 — ГК

Боковое расположение конденсаторов имеет ряд достоинств. Оно позволяет более просто реализовать последовательное соединение конденсаторов соседних ЦHД по охлаждающей воде. Как уже отмечалось ранее, это может несколько увеличить КПД установки. Кроме того, боковое расположение конденсаторов позволяет увеличить проходное сечение выхлопного патрубка и благодаря этому уменьшить в нем потери энергии. Как недостаток такого решения можно отметить неизбежное при этом усложнение фундамента ПТУ. Усложняются обслуживание и ремонт турбины. Особенно заметны эти недостатки в одноконтурной ЯЭУ. В одноконтурной ЯЭУ обязательна биологическая защита водяного объема конденсатора, поэтому может возникнуть необходимость поместить под защиту всю турбину — ЦHД. Это настолько усложняет конструкцию и эксплуатацию ПТУ, что боковое расположение конденсаторов для одноконтурных ЯЭУ становится неприемлемым.

В эксплуатации ЯЭУ АЭС может сложиться ситуация, когда расход пара на турбину практически мгновенно снижается до нуля или до некоторого очень малого значения. Мощность реактора и паропроизводительность парогенератора не могут быть уменьшены соответствующим образом за столь короткое время. Поэтому в составе конденсационной установке должно быть предусмотрено специальное приемно-сбросное устройство БРУ-К. Оно должно обеспечить прием пара в количестве до 60% паропроизводительности ППУ. В устройстве БРУ-К давление сбрасываемого пара снижается за счет его дросселирования, а температура пара — за счет его увлажнения.

В практике отечественного конденсаторостроения наиболее употребительны конденсаторные трубки следующих диаметров d_нар/d_вн, мм: 19/17, 24/22, 25/23, 28/26, 30/28.

Чем меньше диаметр трубок, тем компактнее конденсатор (меньше эквивалентный диаметр трубной доски). С уменьшением диаметра трубок несколько увеличивается коэффициент теплопередачи. Однако трубки малого диаметра быстрее засоряются, что существенно снижает их теплопередающие свойства. Чистка трубок более затруднительна. Кроме того, при уменьшении диаметра трубок увеличивается их количество, а следовательно, количество креплений трубок в трубной доске. В результате снижается надежность конструкции, усложняется ремонт конденсаторной установки. Поэтому для крупных конденсаторов АЭС применяются трубки большего диаметра.

В качестве материала трубок чаще всего применяются различные сплавы на медной основе: латуни, мельхиоры, которые достаточно стойки против коррозии, допускают достаточно большие (хотя и несколько ограниченные) скорости охлаждающей воды (стойкие против эрозии) и имеют хорошие теплопроводящие свойства (малое термическое сопротивление). При этом следует иметь в виду, что мельхиор (медно-никелевый сплав) — дорогой материал, поэтому без особой необходимости его применять не следует.

И только в особых случаях (высокое солесодержание охлаждающей воды — морская вода; охлаждающая вода с кислой реакцией рH = 2…6; повышенное содержание хлоридов — более 800 мг/кг) применяют нержавеющие стали. Нержавеющие стали — дорогостоящий материал, его теплопередающие свойства заметно хуже, чем у сплавов на медной основе. Общие рекомендации по выбору материала трубок приведены в таблице 8.

Таблица 8 — Материалы конденсаторных трубок и допустимые скорости охлаждающей воды

В паре, поступающем в конденсатор, имеется небольшая доля газов. Кроме того, в конденсатор, находящийся под вакуумом, неизбежен некоторый подсос окружающего воздуха через различные неплотности. Наличие газов в главном конденсаторе увеличивает давление среды, так как общее давление равно сумме парциальных давлений паровой фазы и газов. Рост давления в конденсаторе снижает срабатываемый в турбине теплоперепад. Значительное количество газов способствует росту степени переохлаждения конденсата, что также ухудшает экономичность установки. Кроме того, наличие газов в конденсирующемся паре заметно ухудшает теплоотдачу (и, следовательно, теплопередачу) в конденсаторе. Так, например, при массовой концентрации газов в 1% коэффициент теплоотдачи уменьшается в два раза (по сравнению с конденсацией чистого пара), а при концентрации газов в 2,5…3,0% коэффициент теплоотдачи уменьшается в четыре раза.

Так как газы в конденсаторе не конденсируются, то для нормальной работы конденсационной установки должно быть обеспечено постоянное удаление газов из паровой полости. При правильном выборе параметров воздухоудаляющего устройства и способа его подключения обеспечивается практически полное удаление газов. В результате можно считать, что в паровой полости конденсатора находится только конденсирующийся пар, т. е. парциальное давление пара практически равно давлению среды в конденсаторе. Парциальным давлением воздуха можно пренебречь.

В качестве воздухоудаляющих средств обычно используют струйные насосы — пароструйные или водоструйные эжекторы. При этом в пароструйном эжекторе используется тепловая энергия рабочего пара, т. е. работает тепловой двигатель, в составе которого обязательно должен быть свой конденсатор, отводящий тепловую энергию пара, не использованную в эжекторе, в окружающую среду. В водяном эжекторе используется энергия давления рабочей воды (обычно это часть технической воды, используемой в энергоблоке).

Воздухоудаляющее устройство постоянно удаляет воздух из конденсатора с некоторой частью конденсирующегося пара, т. е. паровоздушную смесь. Для уменьшения доли пара в отсасываемой смеси в некоторых конденсаторах предусматривают специальный холодильник. Поверхность такого холодильника может достигать заметной величины — до 8…10% от общей поверхности теплообмена конденсатора. По такой схеме, например, организован отсос паровоздушной смеси пароструйным эжектором из конденсатора паровой турбины К-1000−60/1500−2. Отсос паровоздушной смеси из конденсатора турбины К-1000−60/3000 осуществляется водяным эжектором без специального предварительного холодильника.

Охлаждающие трубки в паровой полости конденсатора компонуют в виде трубного пучка прямых параллельно включенных по охлаждающей воде трубок. Для более равномерной загрузки конденсаторных трубок теплом конденсирующегося пара в зоне массовой конденсации необходимо обеспечить развернутый фронт натекания парового потока. Обычно в современных ПТУ АЭС трубный пучок массовой конденсации пара в поперечном сечении выполняют в виде свернутой ленты с глубокими проходами в пучке для направления пара к возможно большей части трубок. За счет увеличения фронта натекания парового потока снижается скорость натекания, уменьшается паровое сопротивление конденсатора. Скорость пара не должна превышать 100…120 м/с. В реально выполненных конденсаторах скорость пара обычно значительно ниже. Например, в конденсаторах турбин К-220−44 и К-500−65/3000 она составляет 50…60 м/с.

Глубина ленты переменная. Обычно количество рядов трубок в ленте 12…14 (до 16). Для уменьшения переохлаждения конденсата в трубном пучке могут предусматривать особые перегородки, улавливающие конденсат и отводящие его в конденсатосборник в обход нижерасположенных трубок пучка. Возможны также и иные компоновки трубного пучка: лучеобразные, V-образные, островные и пр.

На рисунках 7 и 8 показаны компоновки трубного пучка и конденсаторов в целом для некоторых паровых турбин отечественных АЭС.

Рисунок 7 — Компоновка конденсатора турбины К-1000−60/1500−2

а) — основной пучок конденсационных трубок;

б) — холодильник системы отсоса паровоздушной смеси

Рисунок 8 — Компоновка конденсатора турбины К-1000−60/3000 конденсатосборником (конденсатор второй по ходу охлаждающей воды) а) — основной пучок конденсационных трубок;

б) — отвод отсасываемой паровоздушной смеси Заметим, что в конденсаторе турбины К-1000−60/3000 для пары конденсаторов, соединенных последовательно по охлаждающей воде, один общий конденсатосборник, расположенный под конденсатором вторым по ходу охлаждающей воды.

При рациональной компоновке трубного пучка пар в конденсаторе только конденсируется без переохлаждения конденсата. Однако такой процесс конденсации пара будет происходить только при номинальных параметрах работы установки — при номинальной паровой нагрузке, номинальной температуре охлаждающей воды и номинальном ее расходе. Если же эти параметры, определяющие процесс конденсации пара, по какой-либо причине изменятся, то процесс конденсации изменит свой характер. Например, при уменьшении паровой нагрузке (уменьшение мощности главной турбины) не все ряды трубок в свернутой ленте будут загружены паром. Произойдет уменьшение зоны массовой конденсации пара. На последних рядах трубок будет происходить переохлаждение конденсата, т. е. появится зона переохлаждения конденсата. Аналогичное явление произойдет и при уменьшении температуры охлаждающей воды.

Для предотвращения значительного снижения температуры охлаждающей воды иногда частично байпасируют водоохлаждающие устройства (например, в зимнее время года). Можно также уменьшить расход охлаждающей воды. Это также способствует поддержанию температуры охлаждающей воды на несколько большем уровне и таким образом уменьшает переохлаждение конденсата.

Однако, полностью исключить сокращение зоны массовой конденсации пара не всегда удается. Поэтому для уменьшения отрицательного влияния переохлаждения конденсата главный конденсатор компонуют таким образом, что часть пара по проходам в трубном пучке поступает к зеркалу конденсата в конденсатосборнике, обеспечивает его подогрев до температуры конденсации и таким образом уменьшает его переохлаждение. Такие конденсаторы называют регенеративными.

В конденсаторе может быть предусмотрено специальное дополнительное устройство, обеспечивающее окончательную термическую деаэрацию воды за счет ее подогрева паром, поступающим под дырчатый лист, расположенный на пути стекающего вниз конденсата (барботажное устройство). Могут применяться деаэрационные устройства и иного типа, например, струйные.

Заметим, что для АЭС эти меры (конденсатор регенеративного типа, деаэрационная вставка) менее актуальны, чем для ТЭС, так как энергоблок АЭС работает в базовом режиме, т. е. на режиме большой мощности. Поэтому по причине снижения паровой нагрузке не будет происходить значительного сокращения зоны массовой конденсации пара. Если же принять также меры по поддержанию температуры охлаждающей воды на уровне близком к номинальному (например, байпасирование водоохлаждающих устройств, уменьшение расхода охлаждающей воды), то можно избежать значительного роста зоны переохлаждения конденсата и, следовательно, значительного переохлаждения конденсата.

Компоновка трубного пучка существенно определяется взаимным расположением трубок. Разметка может быть шахматной, ромбической (треугольной), лучевой, реже коридорной. Разметка трубок характеризуется шагом разметки — расстоянием между осями трубок. Минимальное расстояние определяется способом крепления трубок в трубной доске — вальцовкой, обваркой, сальниковым уплотнением, комбинацией различных способов крепления. Уменьшение шага разметки обеспечивает уменьшение поперечных размеров пучка и конденсатора в целом.

С учетом ленточной компоновки трубного пучка площадь трубной доски используется с некоторой неполнотой, что значительно увеличивает поперечные размеры конденсатора. Для оценки размеров трубной доски при известном количестве трубок и, следовательно, поперечных габаритных размеров конденсатора можно воспользоваться обобщенными данными по следующим показателям конденсатора:

а) коэффициент заполнения трубной доски _тр — доля площади трубной доски, занятой трубным пучком. Обобщенные данные по значению _тр показаны в таблице 9.

Таблица 9 — Коэффициент заполнения трубной доски конденсаторов стационарных ПТУ _тр

При использовании параметра _тр для определения размеров трубной доски требуется детальная разработка компоновки пучка — определение шага разметки трубок с учетом принятого способа их крепления. Hапример, при креплении трубок вальцовкой шаг разметки можно принять t ~ 1,3 d_нар;

б) на эскизной стадии проектирования ЯЭУ АЭС для оценки габаритных размеров конденсатора удобнее пользоваться другим показателем — коэффициентом использования трубной доски u_тр. Величина u_тр представляет собой долю площади трубной доски, занятой сверлениями под трубки диаметром, равным наружному диаметру трубки:

u_тр = n d_нар² /(4 S_тр.д), (26)

где n — количество трубок;

d_нар — наружный диаметр трубки;

S_тр.д — площадь трубной доски.

Ориентировочные значения u_тр, которые могут быть приняты в расчет, показаны в таблице

Таблица 10 — Коэффициент использования трубной доски конденсаторов стационарных ПТУ u_тр

Обобщенные рекомендации по выбору значения u_тр, приведенные в справочной технической литературе, сводятся к тому, что в расчет можно принять u_тр = 0,22…0,32.

Так как водяная полость конденсатора заключена внутри конденсаторных трубок, то компоновка водяной полости сводится к компоновке трубной системы (не путать с компоновкой трубного пучка!).

Для распределения охлаждающей воды по параллельно включенным трубкам и отвода воды от трубок на торцевых сторонах конденсатора предусматривают соответствующие водяные камеры с подводящими и отводящими патрубками.

В пределах корпуса конденсатора трубная система может быть представлена одним потоком охлаждающей воды (однопоточный конденсатор) или несколькими потоками (обычно не более двух) со своими водяными камерами и патрубками. Иногда участки циркуляционной трассы технической воды выполняют автономными для каждого потока охлаждающей воды конденсатора.

Раздельная компоновка трубной системы позволяет несколько повысить ее живучесть, возможно парциальное использование потоков охлаждающей воды на режимах малой мощности, хотя при этом несколько усложняется конструкция конденсационной установки. Следует иметь в виду, что по условиям транспортировки конденсатора по железной дороге его приходится изготовлять в виде отдельных транспортабельных блоков с последующей сборкой на месте. Поэтому деление конденсатора на отдельные транспортабельные блоки можно совместить с делением потока охлаждающей воды на несколько потоков. Однако однозначного совмещения здесь нет. Hапример, для турбин К-220−44 и К-500−65/3000 конденсаторы изготовляются прямоугольной формы с делением на 4 транспортабельных блока, но после сборки на месте они представляют собою однопоточную двухходовую конструкцию. Заметим, что с позиции теплового расчета конденсатора на режиме полной мощности деление общего потока охлаждающей воды на несколько параллельных потоков может в расчете не учитываться.

По протоку охлаждающей воды конденсаторы могут быть одноходовыми (охлаждающая вода проходит все трубки конденсатора в один ход) или двухходовыми (охлаждающая вода проходит в первый ход половину трубок трубной системы, после чего во втором ходе она проходит вторую половину трубок). Двухходовая компоновка позволяет сохранить приемлемую скорость воды внутри трубок (порядка 2 м/с), и при этом получить приемлемые соотношения поперечных и продольных размеров конденсатора. Этот же эффект можно получить за счет последовательного включения отдельных корпусов конденсатора по охлаждающей воде. Схема таких компоновок трубной системы представлена на рисунке 9.

Рисунок 9 — Компоновка трубной системы ГК :

а) — трубная система одноходового однокорпусного ГК;

б) — трубная система конденсаторов, соединенных последовательно;

в) — трубная система двухходового однокорпусного ГК Заметим, что при двухходовом конденсаторе первый ход воды обычно направляют на нижнюю часть конденсатора, а второй ход, где вода несколько большей температуры — на верхнюю часть. Это позволяет более рационально использовать разные температурные напоры теплопередачи в разных зонах трубной системы.

Количество ходов охлаждающей воды выбирают с учетом сложно взаимосвязанных конструктивных, компоновочных и экономических соображений. Увеличение количества ходов заметно увеличивает гидравлические сопротивления водяного тракта, что особенно актуально для ПТУ с большой кратностью циркуляции и, следовательно, с большим расходом охлаждающей воды.

При четном количестве ходов (их чаще всего 2) и поперечном расположении конденсатора подводящие и отводящие водяные патрубки оказываются по одну сторону ПТУ, что позволяет принять достаточно простую схему подключения конденсатора к системе технического водоснабжения.

Для детального учета всех факторов, влияющих на выбор количества ходов, в каждом конкретном случае выполняют многовариантные технико-экономические исследования. Обобщенные результаты таких исследований показывают, что для средних и крупных конденсаторов при прямоточной системе водоснабжения и при значительной кратности циркуляции обычно более целесообразна одноходовая схема. Если в системе технического водоснабжения количество охлаждающей воды ограничено (в этом случае обычно применяется оборотная система водоснабжения, температура охлаждающей воды более высокая), то предпочтительнее многоходовая схема конденсатора.

Для главных конденсаторов ПТУ АЭС применяется либо одноходовая схема, либо двухходовая. Hапример, турбины К-220−44 и К-500−65/3000 обслуживаются двухходовыми однопоточными конденсаторами подвального расположения с поперечно ориентированной трубной системой. Турбины К-1000−60/1500−1 и К-1000−60/3000 обслуживаются двухпоточными одноходовыми конденсаторами. У тихоходной турбины большой мощности конденсаторы бокового расположения с продольно ориентированной трубной системой, у быстроходной — подвального расположения с поперечно ориентированной трубной системой. При этом для быстроходной турбины, в составе которой четыре ЦHД и соответственно четыре двухпоточных конденсатора подвального расположения, конденсаторы попарно соединены последовательно по охлаждающей воде. Для тихоходной турбины первой модификации, в составе которой три ЦHД и соответственно три двухпоточных конденсатора справа от турбоагрегата и три — слева (конденсаторы бокового расположения), три конденсатора одной стороны соединены последовательно по потоку охлаждающей воды. Вторая модификация тихоходной турбины К-1000−60/1500−2 снабжена тремя конденсаторами (по количеству ЦHД) подвального расположения, двухпоточными двухходовыми с поперечно ориентированной трубной системой.

Последовательное соединение конденсаторов по охлаждающей воде позволяет получить разные значения давления конденсирующегося пара в конденсаторах и, следовательно, разные значения мощности подключенных к ним ЦHД. При правильном подборе параметров ЦHД и их конденсаторов за счет последовательного соединения трубных систем можно получить некоторый выигрыш в мощности ПТУ и КПД установки. Hапример, расчеты показывают, что для турбины К-1000−60/3000 попарное последовательное соединение конденсаторов при температуре охлаждающей воды 15^оС дает суммарный выигрыш мощности в Р_э = 2,25 МВт и относительное увеличение КПД / = 0,25%. Если принять увеличенную температуру охлаждающей воды, то выигрыш в экономичности установки возрастает. Для указанной турбины при температуре охлаждающей воды 30^оС увеличение КПД достигает / = 0,7%.

Hа рисунке 10 показаны компоновки конденсаторов ПТУ отечественных АЭС.

Рисунок 10 — Схемы компоновки конденсационной установки

1 — ЦВД, 2 — ЦНД, 3 — охлаждающая вода

5. Параметры главного конденсатора После выбора типа конденсатора, его компоновочных и конструктивных особенностей можно выполнить его тепловой расчет. Основной целью теплового расчета является определение поверхности теплопередачи.

Чисто аналитического теплового расчета конденсатора не существует. Его разработка затруднена сложностью физических процессов конденсации пара, которые в значительной степени определяются компоновкой трубного пучка конденсатора и компоновкой трубной системы конденсационной установки в целом, а также рядом других факторов: соотношением видов конденсации в конденсаторе, температурным и скоростным режимом охлаждающей воды и конденсирующегося пара, материалом и сортаментом трубок трубной системы и др.

Поверхность теплопередачи F определяют из уравнения теплопередачи в конденсаторе

Q = К F t, кВт,

где Q — тепловая нагрузка конденсатора, равная количеству тепла, отводимого от конденсирующегося пара, кВт;

К — коэффициент теплопередачи, кВт/(м^{2 o}C); так как теплопередача в различных зонах трубного пучка неодинакова, то в тепловом расчете под К понимают средний коэффициент теплопередачи;

t — температурный напор теплопередачи, ^оС; под величиной t также понимают средний температурный напор.

Из этого выражения можно получить расчетную формулу для поверхности теплопередачи

F = Q / (К t), м². (27)

Тепловую нагрузку конденсатора можно определить через расход и параметры конденсирующейся среды:

Q = G_п (i_вх — i_вых), кВт, (28)

где G_п — известный из теплового расчета рабочего контура расход конденсирующегося пара, кг/с;

i_вх — энтальпия пара за последней ступенью ЦHД, кДж/кг;

i_вых— энтальпия рабочего тела на выходе из конденсатора, кДж/кг. Так как в конденсаторе при расчетном режиме обычно переохлаждение конденсата практически отсутствует, то величину i_вых можно принять как энтальпию воды на линии насыщения при давлении в конденсаторе. Как было сказано выше, при правильно скомпонованном трубном пучке парциальным давлением воздуха в конденсирующейся среде можно пренебречь.

Средний температурный напор теплопередачи в конденсаторе в общем случае определяют как среднелогарифмический температурный напор, т. е.

t_ср = (t_б — t_м) /ln (t_б /t_м), ^оС. (29)

Для определения значений t_б и t_м (температурные напоры на концах теплообменного аппарата) целесообразно построить диаграмму t-q теплообменивающихся сред конденсатора (рисунок 11.).

Рисунок 11 — Диаграмма t-q конденсатора Значение t_к определится как температура насыщения при давлении в конденсаторе. Значение t_ов^вх — принятая в расчет температура охлаждающей воды, значение которой принималось с учетом среднегодовой температуры в районе расположения АЭС и с учетом типа системы технического водоснабжения ЯЭУ (пруд-охладитель, градирня, брызгальный бассейн). С учетом этих же факторов принималась также величина кратности циркуляции конденсатора m = G_ов / G_п .

Принимаем, что вся тепловая нагрузка конденсатора передается охлаждающей воде. Тогда можно записать

Q = G_ов с_p (t_ов^вых — t_ов^вх).

Отсюда

t_ов^вых = t_ов^вх + Q / (G_ов с_p) = t_о.в^вх + Q / (m G_п с_p), ^oC, (30)

где t_ов^вх — принятая в расчет температура охлаждающей воды, ^оС;

Q — тепловая нагрузка конденсатора, определенная по формуле (28), кВт;

m — принятая в расчет кратность циркуляции;

G_п — суммарный расход пара на конденсатор, определяемый в тепловом расчете рабочего контура, кг/с;

с_р — теплоемкость охлаждающей воды. В расчет можно принять с_р = 4,18 кДж/(кг град).

Используя полученные значения температур, можно построить диаграмму t-q и определить значения t_б и t_м, а через них — величину температурного напора по формуле (29).

Заметим, что значение t_м (температурный напор на выходе воды из конденсатора) в значительной степени определяет величину поверхности

теплопередачи. Рекомендуется для получения приемлемых массогабаритных показателей конденсатора так подобрать температурный режим конденсации пара, чтобы t_м = 3…10 ^оС.

Для определения среднего коэффициента теплопередачи можно воспользоваться распространенной в настоящее время эмпирической формулой Л. Д. Бермана К = 4,07а (1,1 w_в / d_вн^0,25)^х[1 — ba^0,5(35 — t_ов^вх)² /1000]

[1 + 0,1(z — 2)(1 — t_ов^вх /35)] Ф_в, кВт/(м² град), (31)

где, а — коэффициент чистоты трубок. При расчете новых конденсаторов, а = 0,8…0,85;

w_в — скорость воды в трубках, м/с. В расчет w_в принимается с учетом материала трубок и чистоты воды (см. таблицу 8);

d_вн — внутренний диаметр конденсаторных трубок, мм. В расчет принимается с учетом рекомендаций п. 4.2;

х = 0,12 а (1+0,15 t_ов^вх);

t_ов^вх — принятая в расчет температура охлаждающей воды, ^оС;

b = 0,52 — 7,2 G_п/F. Здесь G_п/F — удельная паровая нагрузка конденсатора; G_п — суммарный расход пара на конденсатор кг/с; F — суммарная площадь теплопередачи конденсатора, м². Значение G_п/F можно принять в расчет по прототипному конденсатору;

z — количество ходов охлаждающей воды. Определяется принятым типом и компоновкой трубной системы конденсатора. Заметим, что если в расчет принята схема конденсатора с последовательным включением корпусов конденсатора по охлаждающей воде, то при расчете такого конденсатора необходимо каждый корпус рассматривать отдельно, так как в каждом корпусе конденсатора устанавливается индивидуальное значение температуры охлаждающей воды и, как следствие этого, индивидуальное значение давления конденсирующегося пара. Однако часто для общей характеристики такой ПТУ применяют понятие среднего давления в конденсаторе. Это позволяет более просто, хотя и несколько приближенно характеризовать конденсационную установку. В этом случае отдельные корпусы конденсатора можно рассматривать как отдельные ходы охлаждающей воды в общем для всех ЦHД конденсаторе. Тогда, например, для конденсационной установки турбины К_1000₆₀/3000 (см. рисунок 10, д) в расчет можно принять z = 2, а для установки турбины К-1000−60/1500−1 (см. рисунок 10, в) z = 3;

Ф_в — коэффициент, учитывающий влияние изменения паровой нагрузки с изменением режима работы установки. Hа номинальном режиме работы конденсатора и на режимах, близких к нему, Ф_в = 1.

Формула (31) справедлива при температуре охлаждающей воды t_ов < 35^oC, при скорости воды w_в = 0,9…3 м/с, при латунных трубках. Распространение формулы на мельхиоровые трубки не вызывает большой погрешности.

Коэффициент теплопередачи, определенный по формуле (31), отнесен к наружной поверхности трубок.

Расчет и испытания конденсаторов с латунными трубками при присосах воздуха в пределах нормы, а также при небольших загрязнениях внутренней поверхности трубок показывают, что коэффициент теплопередачи находится в пределах К = 2,1…2,6 кВт/(м^{2 o}C).

Количество параллельно включенных трубок конденсатора можно определить из условия сплошности потока охлаждающей воды

G_ов = n_тр d_вн² w_{в в} / 4.

Отсюда

n_тр = 4G_ов / (d_вн² w_{в в}), (32)

где G_ов = G_п m, кг/с — суммарный расход охлаждающей воды, который можно определить через расход конденсирующегося пара и кратность циркуляции;

d_вн — внутренний диаметр охлаждающих трубок, м;

w_в — принятая в расчет скорость охлаждающей воды в трубках, м/с;

_в — плотность охлаждающей воды, кг/м³. Величину _в = 1/v_в можно определить по таблицам свойств воды по принятой в расчет температуре охлаждающей воды и ее давлению.

Количество трубок следует увеличить на 5…10% с учетом будущего возможного глушения части трубок при выходе их из строя.

Расчетная длина одной трубки L_тр составляет

L_тр = F / (d_нар n_тр), м, (33)

где F — поверхность теплопередачи конденсационной установки в целом, определенная по зависимости (27), м²;

d_нар — наружный диаметр трубки, м;

n_тр — количество параллельно включенных трубок, определенное по зависимости (32).

Заметим, что полученные значения n_тр и L_тр относятся к конденсационной установке в целом без учета количества ходов охлаждающей воды и количества последовательно включенных по охлаждающей воде корпусов конденсатора.

Действительное количество трубок n_тр^д обычно больше расчетного n_тр. Это вызвано тем, что параллельно включенные трубки делятся на несколько последовательно включенных участков по причине или двухходовой компоновки конденсатора, или последовательного включения отдельных корпусов конденсатора (см. рисунок 9).

Тогда действительное количество трубок составит:

n_тр^д = n_тр z, (34)

где z = z_ход z_посл.к.;

z_ход — количество ходов охлаждающей воды в корпусе ГК;

z_посл.к. — количество последовательно соединенных корпусов ГК.

При этом действительная длина одной трубки по сравнению с расчетной (см 33) уменьшится в z раз

L_тр^д = L_тр / z. (35)

Массогабаритные показатели обычно определяют для одного корпуса конденсатора.

Площадь трубной доски можно оценить, используя понятие коэффициента использования трубной доски u_тр:

S_тр.д = n d_нар² / (4 u_тр), м², (36)

где d_нар — наружный диаметр охлаждающей трубки, м;

u_тр — коэффициент использования трубной доски, принимаемый в расчет по прототипным данным или по рекомендациям, приведенным в таблице 10;

n — количество трубок в трубной системе одного корпуса конденсатора. Очевидно, что n = n_тр^д/z_корп. Здесь n_тр^д — общее количество трубок, определенное по формуле (34).

Условный диаметр эквивалентной трубной доски

D_тр.д^у = (4 S_тр.д /)^0,5. (37)

При оптимально подобранных геометрических параметрах корпуса конденсатора отношение L_тр^д/D_тр.д^у должно находиться в пределах 1,5…2,5.

Если имеются параметры прототипного ПГ, близкого по компоновке к разрабатываемому конденсатору, то массогабаритные показатели последнего можно рекомендовать определять в следующем порядке.

Коэффициент использования трубной доски u_тр можно принять по прототипному конденсатору. С учетом выражения 36 для конденсатора прямоугольного поперечного сечения можно записать

. Тогда, м². (38)

Соотношение высоты и ширины трубной доски также можно принять по прототипному конденсатору.

Тогда можно определить размеры конденсатора.

Габаритную высоту и ширину конденсатора можно оценить, используя соответствующие размеры трубной доски.

;, (39)

где h и b можно определить по прототипным данным.

Габаритная длина конденсатора равна сумме длины одной трубки и продольных размеров двух водяных камер:

L_конд = L_тр^д + 2 L_{вод.камер}. (40)

Степень увеличения длины конденсатора за счет продольных размеров водяных камер можно оценить c использованием прототипных данных.

Очевидно, что габаритный объем конденсатора составляет

V_конд = В_конд H_конд L_конд, м³. (41)

Масса конденсатора М_конд = m_к V_конд, т. (42)

Здесь удельная масса конденсатора m_к также может быть принята по прототипным данным.

Некоторые параметры конденсаторов отечественных ПТУ АЭС представлены в таблице 11.

реактор турбоагрегатор конденсатор теплопередача

Таблица 11 — Параметры конденсаторов

Примечания:

1 — общее количество трубок: конденсаторные и трубки холодильника системы отсоса паровоздушной смеси;

2 — по чертежу конденсатора длина без подводящих и отводящих патрубков 11 205 мм;

3 — ширина корпуса одного борта;

4 — общая длина трех корпусов с водяными камерами и с подводящими, отводящими и перепускными патрубками охлаждающей воды;

5 — длина одного корпуса с водяными камерами и с подводящими и отводящими патрубками охлаждающей воды

1. Кирсанов И.H. Конденсационные установки.- М.-Л.: Энергия, 2005.

2. Конструирование ядерных реакторов/ Под общ. ред. акад. H.А. Доллежаля/- М.: Энергоиздат, 2002.

3. Кузнецов H.М., Канаев А. А., Копп И. З. Энергетическое оборудование блоков АЭС. Изд.2-е. -Л.: «Машиностроение», 2007.

4. Кутателадзе С. С., Боришанский В. М. Справочник по теплопередаче.- М.-Л.: Госэнергоиздат, 2009.

5. Маргулова Т. Х. Атомные электрические станции. 4-е изд.-М.: Высшая школа, 2004.

6. Маргулова Т. Х. Атомные электрические станции. 5-е изд.-М.: ИздАТ, 2004.

7. Маргулова Т. Х. Атомные электрические станции. -М.: «Высшая школа», 2009.

8. Маргулова Т. Х. О дальнейшем развитии парогенераторов АЭС с ВВЭР// Теплоэнергетика.- 2005. № 12. с 7−11.

9. Марцинковский В. А., Ворона П.H. Hасосы атомных электростанций.- М.: Энергоатомиздат, 2007.

10. Методические указания по эксплуатации конденсационных установок паровых турбин электростанций.- М.: Союзтехэнерго, 2006.

11. Михайлов А. К., Малюшенко В. В. Лопастные насосы. Теория, расчет и конструирование.- М.: Машиностроение, 2007.

12. Hасосы АЭС: Справочное пособие/ Под общ. ред. П.H. Пака.-М.: Энергоатомиздат, 2009.

13. Hеклепаев Б.И., Крючков И. П. Электрическая часть электростанций и подстанций. Справочные материалы. Изд.4-е. — М.: Энергоатомиздат, 2009.

14. Hигматулин И.H., Hигматулин В. И. Ядерные энергетические установки.- М.: Энергоатомиздат, 2006.